萬能材料試驗機設計計算書

1、萬能材料試驗機設計計算書 編制:劉澤永審核：批準： 2014.12.26北京目錄 一、緒論 1.1 背景及意義 1.2 萬能材料試驗機的發(fā)展和趨勢 1.3 本次設計的內(nèi)容以及主要技術指標 二、萬能材料試驗機的總體設計 3.1 加載方案的設計與選擇 3.2 傳動方案的設計與選擇 3.3 總體結構的設計 三、設計計算與說明 電動機的選擇 傳動比的分配與選擇 錐齒輪的設計計算 蝸輪蝸桿的設計計算 滾珠絲桿機構的設計計算一、緒論 ?Numbered?Bulleted-Numbered_7002cd1c-ad49-4a91-9e94-71b7361b5235-Numbered_a5aed23b-eab4

2、-4518-9cc6-d3c51d1c4ba1-Numbered_63dcccc9-da5c-4cf2-aed0-10c839403d79-Numbered_cd8d3a0d-088c-4826-9131-ccf5eb7704c1-Numbered_e0bd11d2-0621-41 景及意義 材料試驗機是對材料、零件和構件進行機械性能和工藝性試驗的設備。產(chǎn)品好壞，除了從結構設計、加工工藝、處理規(guī)范諸方面去考慮以外，合理選擇材料也是一個重要方面，例如金屬、非金屬、各種新型的高溫合金、高分子化合物及復合材料等要達到物盡其用，就必須知道材料的性能；在研究新材料、新工藝，也需測定材料的機械性能；對新型

3、機器或設備的受力部件，特別是大型構件（如 橋梁、船體等）有時還需進行整機試驗，以考慮所用材料及工藝設計是否合理等，都需要各種專門的材料試驗機來測量相關參數(shù)。 材料受載后表現(xiàn)出彈性、塑性、斷裂三個變型過程，并且在各個過程已有相關技術標準（規(guī)范）規(guī)定出相關性能的技術指標，這些性能指標的具體測定必須在試驗機上來完成。試驗機的功能和計量特性指標是否滿足預期使用要求，是材料機械性能試驗的關鍵。材料試驗機不僅是研究材料機械性能理論的基本手段和依據(jù)，也是企業(yè)、事業(yè)單位目前生產(chǎn)檢驗的基本手段之一。 國外，在工業(yè)比較發(fā)達的國家中，對于試驗機的研制和生產(chǎn)，都是比較重視的。這是因為，材料試驗機作為一個基礎工業(yè)部門，

4、對于工業(yè)生產(chǎn)和科研工作有直接的不容忽視的影響。 實際上，對于工業(yè)生產(chǎn)和各種工程設計來說，材料試驗機是確保各種機器，車輛，船舶和結構物的合理設計與安全運行的重要測試設備。因為，為了既經(jīng)濟 又安全可靠地從事各種工程設計，必須根據(jù)材料的機械性能選取合適的材料。否則，可能造成浪費，或者導致發(fā)生嚴重的事故。而要獲得準確的材料機械性能數(shù)據(jù)，只有使用材料試驗機。 在工業(yè)生產(chǎn)特別是軍事工業(yè)生產(chǎn)中，為了保證產(chǎn)品質量，常常需要對各種材料和零部件或整機進行檢定和測試。許多重要性的熱處理零部件，如軋鋼機的鋼輾，機器的主軸和汽車的連桿等，都要百分之百的進行硬度檢定。 在冶金工業(yè)生產(chǎn)中，隨著科學技術的飛速發(fā)展，也提出了許

5、多新問題。例如現(xiàn)代技術的發(fā)展，需要一些具有特殊性能的，能在高溫，低溫，高壓，高速以及各種復雜條件下工作的材料，因此必須研制新型材料與合金。鋼鐵廠生的的鋼材，也需要隨時檢驗。顯而易見，所有這些研究和檢驗工作，離開材料試驗機是無法進行的。 ?Numbered?Bulleted-Numbered_7002cd1c-ad49-4a91-9e94-71b7361b5235-Numbered_a5aed23b-eab4-4518-9cc6-d3c51d1c4ba1-Numbered_63dcccc9-da5c-4cf2-aed0-10c839403d79-Numbered_cd8d3a0d-088c-48

6、26-9131-ccf5eb7704c1-Numbered_e0bd11d2-0621-41 萬能材料試驗機的發(fā)展和趨勢 國外萬能材料試驗機的發(fā)展 國外電子萬能試驗機經(jīng)過四十年的發(fā)展，先后推出四代產(chǎn)品，即：第一代為電子管與晶體管模擬時代，第二代為集成電路模擬時代，第三代為數(shù)字時代，第四代為計算機時代。比較有代表性的廠家有英國的英斯特朗公司和日本島津制作所。英斯特朗公司生產(chǎn)的第一代產(chǎn)品是l110系列.第二代產(chǎn)品是1190系列，第三代產(chǎn)品是1100、6000M列。第四代產(chǎn)品是4500系列（精密型）和40（H）（4200、4300）系列（標準型）。島津制作所生產(chǎn)的第一代產(chǎn)品是1s系列.第二代產(chǎn)品是D

7、SS系列.第三代產(chǎn)品AGAB、C系列，第四代產(chǎn)品 是AG-E系列。 ?Numbered?Bulleted-Numbered_7002cd1c-ad49-4a91-9e94-71b7361b5235-Numbered_a5aed23b-eab4-4518-9cc6-d3c51d1c4ba1-Numbered_63dcccc9-da5c-4cf2-aed0-10c839403d79-Numbered_cd8d3a0d-088c-4826-9131-ccf5eb7704c1-Numbered_e0bd11d2-0621-41 3、本次設計的內(nèi)容以及主要技術指標 本次設計主要設計萬能材料試驗機的機械部

8、分，機械部分分為加載部分、傳動部分和執(zhí)行部分。設計的重點在材料試驗機的結構設計以及關鍵零件的強度和剛度的校核。 本次設計主要達到的技術指標有： 1、最大試驗力：100kN 2、橫梁速度范圍：0.005mm/min500mm/mi優(yōu)級；任意設定 3、試驗空間寬度：600mm 4、外形尺寸（長X寬X高）：1520mrK840mm（2125mm 5、整機形式：立式 二、萬能材料試驗機的總體設計 加載方式可以選用以下幾種方式:液壓加載2.1 加載方式: 圖1英斯特朗產(chǎn)品 圖2島津AGS-X產(chǎn)品 機械加載 現(xiàn)在分別討論: 液壓加載: 采用如下圖所示的液壓傳動， 它具有以下特點: 當電磁換向閥5置于中位時

9、，液壓缸位置保持不動； 當電磁換向閥5置于左位時，液壓缸處于工進狀態(tài)； 當電磁換向閥5置于右位時，液壓缸處于快退狀態(tài)； 同時，儲能元件4能及時吸收多余的能量，并在原動件能量提供不足時釋放能量，與溢流閥2配合保持系統(tǒng)的包壓； 可變液壓泵1能根據(jù)使用要求提供數(shù)值上連續(xù)的壓力油 若要生成扭轉運動可以使用搖擺式液壓缸， 若要生成直線運動則可以使用柱塞式液壓缸 機械加載 圖2-1凸輪機構加載方案圖 優(yōu)點：結構簡單，緊湊 缺點：由于點線接觸，易磨損，從動件行程不易過大 曲柄滑塊機構02-l液壓加載方案因 用于生成上下直線運動的方案:凸輪傳動，如下圖所示： 圖2-3曲柄滑塊機構加載方案圖 特點：曲軸雙端支承

10、，受力好；滑塊行程較大，行程不可調(diào)。大型曲軸鍛造困難，受彎、扭作用，制造要求高。 滾珠絲桿機構： 當絲桿傳動時帶動滾珠沿螺紋滾道滾動，為防止?jié)L珠從滾道端面掉出，在螺母的螺旋槽兩端設有滾珠回程引導裝置構成的循環(huán)返回滾道，從而形成滾珠流動的閉合通道。 圖2-4滾珠絲桿機構加載方案圖 特點：摩擦阻力矩小，傳動效率高，軸向剛度高，運動平穩(wěn)，傳動精度高,不易磨損，使用壽命長。 用于生成扭轉運動的方案： 齒輪傳動 圖2-5齒輪加載方案圖 特點：能夠傳遞任意兩軸間的運動和動力，傳動平穩(wěn)、可靠，效率高，壽命 長，結構緊傳動速度和功率范圍廣。但需要專門設備制造，加工精度和安裝精度較高，且不適宜遠距離傳動。 渦輪

11、蝸桿傳動 圖2-6渦輪蝸桿加載方案圖 特點： 1）結構緊湊、并能獲得很大的傳動比，一般傳動比為7-80 2）工作平穩(wěn)無噪音 3）傳動功率范圍大 4）可以自鎖 5）傳動效率低 齒輪齒條機構: 特點：這樣的機構可以反向驅動，也就是齒條做直線運動來帶動齒輪旋轉,適合大距離的傳遞，如機床導軌底下帶動托板箱移動的就是齒輪齒條傳動，齒條機構需要外加鎖緊裝置，因為齒輪齒條機構不能自鎖。 2.2傳動方案的設計 同步齒式帶傳動，具特點有： 1、無打滑現(xiàn)象，傳動比穩(wěn)定不變 2、可以用于速度較高的場合 3、傳動效率較高 4、結構緊湊，耐磨性好 齒輪傳動，具特點如前所述 齒輪 圖2-7齒輪齒條加載方案圖 鏈傳動，其特

12、點有: 1、無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，平均傳動比準確，工作可靠，效率高；傳遞功率大，過載能力強，相同工況下的傳動尺寸??； 2、所需張緊力小，作用于軸上的壓力小； 3、能在高溫、潮濕、多塵、有污染等惡劣環(huán)境中工作。 4、僅能用于兩平行軸間的傳動； 5、成本高，易磨損，易伸長，傳動平穩(wěn)性差，運轉時會產(chǎn)生附加動載荷、振動、沖擊和噪聲，不宜用在急速反向的傳動中。 2.3總體結構設計方案選擇 綜上加載方案和傳動方案的選擇，可以設計以下幾種總體結構方案： 電動機產(chǎn)生動力后通過減速箱帶動帶運動，由帶輪的轉動帶動絲杠轉動。 與此同時與絲杠配合的絲杠螺母則帶動上橫梁上下運動。下夾具通過離合器與減 速箱電動機連在一起

13、產(chǎn)生扭轉運動， 而上夾具則是固定在試驗臺上。 該方案具有下述特 點： (1)傳動精度高，運動平穩(wěn)， 無爬行現(xiàn)象滾動絲杠傳動基本上是滾動摩擦，摩擦阻力小，摩擦阻力的大小幾乎與運動速度完全無關， 這樣就可以保證運動的平穩(wěn)性， 且不會出現(xiàn)爬行現(xiàn)象(其靜摩擦系數(shù)與動摩擦系數(shù)相差極小)。 (2)有可逆性滾珠絲杠摩擦損失小， 可以從旋轉運動轉換為直線運動， 也可以從直線運動轉換為旋轉運動。 (3)成本高滾珠絲杠和螺母等元件的加工精度要求較高，光潔度要求也較高，故制造成本高 部件在運動停止后不能自鎖，需加制動裝置(5)帶傳動不能保持恒定的傳動比。(4)絲桿機構不能自鎖 特別是垂直絲杠，由于自重慣性力的關系，

14、運動 圖 2 2- -S S 方案一示意圖 電動機產(chǎn)生動力后通過減速箱，再經(jīng)過渦輪蝸桿的傳動，帶動圓錐齒輪運動，由圓錐齒輪的轉動帶動絲杠轉動。與此同時與絲杠配合的絲杠螺母則帶動上橫梁上下運動。下夾具通過離合器與減速箱電動機連在一起產(chǎn)生扭轉運動，而上 夾具則是固定在試驗臺上。 該方案采取了圓錐齒輪傳動，可以使絲桿機構實現(xiàn)自鎖，運動過程中沖擊較小。 液壓系統(tǒng)帶動上橫梁上下運動。下夾具通過離合器與減速箱電動機連在一起產(chǎn)生扭轉運動，而上夾具則是固定在試驗臺上。 該方案由于采用了液壓驅動，故有以下特占八、 (1)液壓傳動能夠實現(xiàn)無級變速，工作平穩(wěn)；同功率時液壓裝置體積小、質量輕； (2)液體為工作介質易

15、泄露，造成污染；油液可壓縮故傳動比不準確；傳動過程中損失較大，效率較低； (3)液壓傳動對油溫和負載變化極為敏感，對外部環(huán)境要求較高； (4)液壓元件精度高，造價高； (5)液壓傳動一旦 出現(xiàn)故障時不易追查原因，不易迅速排除 綜合考慮上述方案，并綜合市場上主流選擇，我采用方案二作為最終選擇 曲嗎方案二示意圖 圖 2 2- -1 1 口方案三示意圖 三、設計計算與說明 電動機的選擇: 由設計要求有最大試驗力為100kN以及橫梁速度最大為500mm/min求得有效功率 350010-3 P=FxV=100X10X=833W 60 式中：P有效功率，WF試驗機輸出力，N;V絲杠速度，m/s 電機功率

16、在傳遞過程中必然有一定的損失。參閱機械工程手冊可知，絲杠與絲杠螺母間傳動效率為0.9,錐齒輪傳動效率為0.94,渦輪蝸桿傳動效率為0.9,其他聯(lián)結件傳動效率為0.9。故 7總二蝸絲桿刀齒刀其他=0.9X0.9X0.94X0.9=0.677 所以 P833 P電機=0=-833_=1230W ”總0.677 上式中P試驗機有效功率 P電機一一試驗機所需功率 “總一一試驗機總效率 而設計要求試驗機實現(xiàn)無級調(diào)速，故可采用三相異步電動機，查詢設計手冊,選擇變頻調(diào)速三相異步電動機，型號為YVP90L-4 該電機的主要參數(shù)為：額定功率P=1.5Kw;額定電流3.8A; 額定轉矩10N?m；同步轉速1500

17、r/min； 傳動比的分配與選擇： 查詢機械設計手冊，選擇螺距為10mmi勺普通絲桿 則絲桿傳動螺桿最大轉速為： nw=V=500=50r/min P10 而前面選擇電動機的轉速為1500r/min,則總傳動比為： n1500” =30 nw50 又有：i=i箱i蝸i齒 綜合考慮各傳動比合理范圍，不妨選擇i箱=2,i蝸=10,i齒=1.5 錐齒輪的設計計算： 由設計要求可以知， 417 錐齒輪最大輸入功率P2=B=443.6W 0.94 錐齒輪輸入轉速n2=n3=75r/mini= 傳動比i=1.5 預定使用時間5年 選材、熱處理、選齒數(shù) 查詢機械設計，可以選取小齒輪材料為45鋼，調(diào)質至230

18、HBs大齒輪45鋼，正火至190HBs均取8級精度。 確定齒數(shù)z (1)選z1=35,z2=1.5X35=52.5,取z2=53; (2)計算u=z1/z2=53/35=1.51; 151-15 (3)Ai=0.00670.05,符合要求 1.5 3.3.2按接觸強度計算4 查詢機械設計，接觸疲勞強度計算公式為 以下計算公式中各參數(shù): .計算工 04444 TI=9.55XIO6X044=5.6X104N.mm 75 .計算KK=KALKP (1)由機械設計選取使用系數(shù) KA=1.0 (2)試選動載荷系數(shù)(記Kt試選Kt=1.18 (3)取R=0.3值，則 bRu21 dm= dm12-R (

19、4)由圖4-45,查機械設計得齒向載荷分布系數(shù) KB=1.1 (5)計算Kt=KAKvKp=1M1.18M1.1=1.29 .彈性系數(shù)ZE由機械設計查得 ZE=189.8,MPa .節(jié)點系數(shù) ZH查得 ZH=2.5 .許用應力5H=21KHNSH 由所選材料，查機械設計手冊得0Hlim1=570MPa, d1-3 4KK ZEZH、2 RU（1-0.5R）2二H =0.32 .皿二460MPa (2)由已知條件計算 _8 N1=60nt=60X75X5X300X24=1.62X10 N2=N1=1.07X108 u 查得壽命系數(shù) KHN=1.02KHN=1.04 查得安全系數(shù) SH=1 (5)

20、計算得QH1=3KHN1=592MPaSH 二H2=SKHN2=478MPaSH 代入小值計算。 (6)計算a d1力4Kx_ZEZH)；=64.48mm ku(1-0.5R)2二H .由于Kt為試選所得，下面對前面所得到的 (1)模數(shù)m=逆=6448=1.84Z135 查機械設計手冊取m=2mm (2)按幾何關系計算& d1t=mz=2X35=70mm dm=d1(1-0.5R)=59.5mm (3)圓周速度Vm 二二59.575601000601000 查得 KV=1.10 (4)校對d1 d1=3KVd1t=31.1070=68.38mmKvt1.18 與dt相差不大，不需要重算3.3.

21、3按齒根彎曲強度校核 查機械設計得計算公式: 4KT1YFaYsa R(1-0.5R)2Z12d-U2二F 下面計算式中的參數(shù): .計算當量齒數(shù) c0sBi=u=.5=0.832 -u211.521d1進行檢驗 =0.23m/s 則：=33.7o 而：、2=90o-、1=56.3o 所以：cos2u0.555 那么當量齒數(shù)：Zvi=二=42.07 cos;.1 Z?八八 Zv2=95.50 cos、2 .由當量齒數(shù)Zv查機械設計得 齒形系數(shù)YFa1=2.38、YFa2=2.19, 齒根應力修正系數(shù)1=1.67、Ysa2=1.79。 .確定m (1)查機械設計得仃Fiimi=420MPa、YFa

22、2YSa2 二F2 d2=mz=106mm .節(jié)錐角d cos、=u=1.5=0.832 ,u21.1.521 則：=33.7o 而：、2=90o-、1=56.3o 3.節(jié)錐距R R=-d1-=70=63.68mm 2sin、12sin33.7 4,齒寬bb=RR=18.9mm 就近取整，取b=20mm 5.齒頂高ha1=m=2mm 6,齒根高hf1=1.2m=2.4mm 7齒頂圓直徑da da1=d1+2ha1cos61=70+2X2乂0.823=73.3mm da2=d2+2ha2cos62=106+2X2X0.555=108.2mm 渦輪蝸桿的設計計算 由設計要求可以知， 渦輪蝸桿最大輸

23、入功率P=組陰=492.9W 0.9 渦輪最大轉速n2=75r/min 蝸桿最大轉速n1=750r/min 傳動比i=10 預定使用時間5年（36000工時） 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1998的推薦，采用漸開線渦輪 渦輪蝸桿材料的選擇 考慮到蝸桿速度不大，選擇蝸桿材料為45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故將其淬火至50HRC渦輪材料為鑄造錫青銅（ZCuSn10P1,金屬模鑄造。 按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則， 先按齒面接觸疲勞強度計算， 再校核齒根彎曲疲勞強度。查詢機械設計，傳動中心距計算公式為： ZEZP2 a3KT2(;_f)二H 以下確定各個參數(shù)

24、： 1、確定作用在渦輪上的轉矩T2 按Zi=4,估取效率4=0.9,則 T2=9.55X106X包=9.55X106x0.4436=5.65X104N.mmn275 2、確定載荷系數(shù)K=KKAKV 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分配不均系數(shù)K=1,查機械設計選取使 用系數(shù)&=1.15,又因轉速不太高，沖擊不大，取動載系數(shù)K=1.08 則:K=KKAKV=1X1.15X1.08=1.242 3、確定彈性影響系數(shù) 因選取鑄造錫青銅與45鋼的配合，故 ZE=1607MP3 4、確定接觸系數(shù)Zp 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35,從機械設計中可查得接觸系數(shù)Zp=2.9 5、確

25、定許用接觸應力(TH 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSnlOP1金屬模鑄造，蝸桿硬度45HRC,可查得鑄錫青銅蝸輪的基本許用應力(rH=268MPa 應力循環(huán)系數(shù)N=60jn2Lh=1.62X108 壽命系數(shù)心=8108=0.0.71 ,1.6210 則bH=(THKH=189.21MPa 6、計算中心距 a3；KT2(ZEZ-P)2=3,1.242M5.65父104M(160/2.9)2-75.01mm 二H189.21 查表取中心距a=100mm又根據(jù)i=6,查詢 機械設計 取模數(shù)m=4mm蝸桿分度圓直徑d1=40mm分度圓導程角丫=21 4805。這時da=0.4,查得接觸系數(shù)Zp=2.

26、7,因為ZpZp,因此以上計算結果可用 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1、蝸桿主要參數(shù)與幾何尺寸 軸向齒距Pa=Ttm=12.56mm 直徑系數(shù)q=10mm 齒頂圓直徑da1=d+2m=48mm 齒根圓直徑df1=d1-2.4m=30.4mm 蝸桿軸向齒厚sa=l兀m=6.28mm 2 蝸桿齒寬：b1之(12.5+0.1z1)m=51.6mm,取b1=52mm 2、蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸輪齒數(shù)Z2=41; 蝸輪分度圓直徑d2=mz=164mm 變位系數(shù)x2=2adld2=-0.5 2m 蝸輪喉圓直徑da2=d2+2(m-0.5)=168mm 蝸輪齒根圓直徑dt2=m(Z2-2.4)=14

27、8.8mm蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-1da2=16mm 2 蝸輪齒寬B=56MPa 壽命系數(shù)K后寸二0一-=0.73 1.62107 那么：6F=IFKFN=41.10MPa 4、代入計算公式中算得 彎曲強度是滿足的。 驗算效率： 查機械設計有，效率公式為：=(0.950.96)史 tan(v) 查機械設計得fv=0.024,Q=1022,代入式中得n=0.89,與原估計值差別不大，因此不需要重新計算重算。 _1.53KT2 d1d2m YFa2Y|.：.= 1.531.24256500 401644 2.360.919=8.87MPa 已知：丫=21 48 05，而Q與相對滑動速度vs有關

28、。 Vs 二d1n1 601000cos 二40750 6010000.98 =1.6m/s 滾珠絲桿機構的設計計算 計算工作壓強： 1、螺母的軸向位移： 中華 l=s=px(3-14) 2二2二 式中：小是螺桿轉角，rad;s是導程，mm p是螺距，mmx是螺紋線數(shù)； 令該螺紋為單雙線螺紋，則x=1； 由于試驗機整體高度為2125mm故取絲杠移動距離為968mm又要留下一定的余量，可令螺紋長度L=810mm 設計使螺紋移動l=810mm時，手輪轉動81圈，即： 爐二2二81=162二 2二l2二162s p=10 x81二1 由此可知：s=px=10mm 2、選取螺桿-螺母材料分別為鋼-青銅

29、 查詢機械設計手冊，螺紋中徑應滿足： I d2.0.8F ；Pp 式中：甲是螺母形式參數(shù)，整體式螺母取1.22.5,分體式螺母取2.53.5,取W=2 PP是螺紋副許用壓強，N/m而可取pp=9; F100103 市入數(shù)據(jù)，有：d2_0.8=0.8=59.63mm Pp29 故取d2=65mm； 3、螺母高度：H=d2=130mm 4、旋和圈數(shù)：n=H=13=13e(12,16),符合要求 p10 5、基本牙型高度：Hi=0.5P=5mm _3 F10010 6、工彳干壓強：P=7.54pp 二d2H1n二65513 工作壓強滿足要求。 7、查表得其摩擦系數(shù)f為0.080.10 為了保證自鎖，

30、螺紋開角:4KFKHz=1.2X1.67X200X106=4X108 上不等式滿足，故合格。 3.5.3螺桿的強度計算 6P60444 T=9.55X10XP=9.55X10X044=8.4X10N.mm 則根據(jù)第四強度理論： 22 ；=ca=；：.-3 ca 4F2T2410010328.41042 (-)2+3(3)22，+3(3)2 :d20.2d3、二6520.2653 =40.13MPa 查表得 二=4060MPa符合強度要求。 3.5.4壽命計算 Ca-KhKFKHK1FKn 以下計算各參數(shù)： 1、螺母接觸系數(shù)f后區(qū)=0.76 DW 2、螺桿接觸系數(shù)fs=-RS-=0.81 1 3

31、、壽命系數(shù)=(4)3=3.11 500 4、轉速系數(shù)Kn=(333)3=1.61n 5、 查 機械設計手冊 有： 載荷系數(shù)&=1.2,硬度影響系數(shù)&=1.67,短行程系數(shù)K=1.06。 6、代入計算公式有： Ca之KhKFKHK1F=4.1X105N965400NKn 故滿足壽命條件。 3.6圓柱齒輪的設計計算 選擇精度等級、材料、齒數(shù) (1)該試驗機為一般工作機，選擇7級精度 (2)查詢機械設計，選取小齒輪材料為40Cr,調(diào)質處理至硬度為280HBS,大齒輪為45鋼，調(diào)質處理至240HBS (3)選擇小齒輪齒數(shù)為19,由傳動比i=2有：Z2=iz1=38,取Z2=37，則實際傳 動比i=37

32、/19=1.95,誤差為2-1.95=0.0250.05符合要求2 按齒面接觸強度計算 d1t-2.323KT1u1(ZE)2 1.du二H (1)確定公式里的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)K=1.3 計算小齒輪的轉矩 丁9.55父106P9.55父106M1.23父0.9C_4K1 T1=7.0510N.mm n11500 由于小齒輪呈懸臂狀，查機械設計選取齒寬系數(shù)%=0.51 查表選取材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8jMPa 查表有小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim,1=600MPa大齒輪為仃Hlim2=550MPa 計算應力循環(huán)次數(shù)： 9 Ni=60n1jLh=6015001530024=3.24109 N，=N1=1.62109i 根據(jù)上面所得查表選取接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN=0.91,KHN=0.94 計算接觸疲勞許用應力 取失效卞S率為1%安全系數(shù)為S=1.05,則： HKHN1入lim1=520MPa S 2=KHN2：im2=448MPaS 計算 1、代入公式計算小齒輪分度圓直徑d1t 3.1485.101500， =6.68m/s 3、計算齒寬bb=dd